夾套式MVR熱泵蒸發濃縮系統性能分析

劉軍，張沖，楊魯偉，張振濤，李博，烏云,4

（1 新疆大學化學化工學院，新疆 烏魯木齊 830046；2 中國科學院理化技術研究所，北京 100190； 3 熱力過程節能技術北京市重點實驗室，北京 100190；4 中國科學院大學，北京 100049）

引 言

蒸發濃縮是化工、制藥、食品、海水淡化、污水處理等生產過程中的基本單元操作[1-5]。傳統的蒸發濃縮多采用多效蒸發，但因其裝置體積龐大，系統和操作復雜[4]，且能耗較高，在某些場合下，正在逐漸地被新型的機械蒸氣再壓縮（mechanical vapor recompression，MVR）熱泵蒸發所代替。MVR熱泵蒸發系統具有無需冷凝器、料液要求低、操作簡單、能耗低、無需冷凝水、成本低等優點[6-7]。

當前國內外學者主要對降膜式蒸發系統進行了相關研究[8-11]，主要采用離心式壓縮機[12]和羅茨式壓縮機[13-14]作為驅動源，同時對MVR 系統性 能[15-17]及其優化方向[18-20]進行了研究，而對于單螺桿壓縮機和夾套式MVR 熱泵蒸發系統都很少有相關報道。對某些黏性較大且帶強腐蝕性的熱敏性原料液而言，在濃縮的過程中會出現結垢、傳熱系數下降等現象，就會造成原料液濃縮很難繼續進行。本文將MVR 熱泵蒸發應用于帶攪拌裝置的夾套式蒸發釜，使用單螺桿壓縮機作為整個系統的驅動源，并以水為實驗介質進行了相關的實驗研究；通過測試系統性能，為后續實際物料的蒸發濃縮奠定基礎。

1 系統分析

1.1 系統理論分析

MVR 系統的理論基礎是波義耳定律（Boyle’s Law），即推導式 /PV T K=，其具體含義是當氣體的體積減小，壓強增大時，氣體的溫度也會隨之升高。MVR 的基本原理是將從蒸發器出來原本需要用冷卻水冷凝的稀薄二次蒸氣經體積壓縮后其溫度會隨之升高，從而實現將低溫、低壓的飽和蒸氣變成高溫高壓的飽和蒸氣，進而可以作為熱源再次加熱需要被蒸發的原料液，進一步達到循環回收利用蒸汽的目的。

單螺桿壓縮機采用變頻調速三相異步電動機來為MVR 系統提供動力源。由三相異步電動機轉速公式n=60f(1 -s)/p可知，在電動機的極對數p和轉差率s不變的情況下，理論上轉速n將隨供電頻率f呈線性變化；但實際轉速與負載情況、轉差率、電壓穩定性等多種因素有關，并非呈線性變化。單螺桿壓縮機在變頻器的驅動下實現不同的轉速與轉矩，可以適應不同工作負載的需求。

溫差（蒸發釜夾套和釜內間的換熱溫度差）、壓縮比、蒸發量、傳熱系數、COP（制熱性能系數）、SMER（單位能耗蒸發量）、絕熱效率、容積效率等各項指標均有助于評價夾套式MVR 熱泵蒸發濃縮系統的實際運行性能。

夾套式MVR 熱泵蒸發濃縮系統的簡單流程原理如圖1所示，主要由蒸發釜、分離器、單螺桿壓縮機、冷凝水箱、板式換熱器、攪拌裝置等以及一些附件組成。其工作介質可為各種腐蝕以及非腐蝕性液體，主要用于化學工業（水溶液的蒸發）、制鹽工業（鹽溶液的蒸發）、環保工業（廢水的濃縮）等。

圖1 夾套式MVR 熱泵蒸發濃縮系統流程原理Fig.1 Process principle of jacketed MVR heat pump evaporation concentration system

系統工作流程：原料液通過板式換熱器預熱至蒸發溫度，進入蒸發釜中，釜內的液體在蒸發溫度下進行沸騰蒸發；蒸發出來的氣液混合物經分離器進行氣液分離，分離后的液體重新流進蒸發釜內，氣體則進入壓縮機內進行壓縮；同時向壓縮機內噴水，以降低過熱蒸氣的過熱度，使之成為高溫下的飽和蒸氣；隨后飽和蒸氣進入蒸發釜夾套，對釜內 的液體進行加熱，使之沸騰蒸發；飽和蒸氣冷凝后，變成液體流到冷凝水箱，一部分液體用于對壓縮機進行噴水，另一部分液體用于對原料液進行預熱；變冷后的冷凝水經板式換熱器流出至儲水箱，以重新利用；而蒸發釜內的濃縮料液最終經由釜底部排除，從而完成一個系統的循環。單臺蒸發釜運行時，需要關閉閥1、5、7、11 或閥2、6、8、12 其中一組。

1.2 實驗系統分析

實驗所用到的夾套式MVR 熱泵蒸發濃縮系統如圖2所示。該系統的攪拌裝置能夠使原料液很好地加速傳熱，防止熱敏性物料結垢等現象的產生。由于該系統有較好的承壓性和密封性，在蒸發壓力大于50 kPa 時，不需要抽真空設備。該系統具有蒸發效率高、操作簡單、設備防腐性能高、除垢方便、系統整體運行費用低等優點，可在常壓或負壓工況下運行，負壓工況下不僅降低了原料液的蒸發溫度，而且降低了對系統相關設備以及管道的材質要求，同時又能保證系統的生產連續而穩定。

圖2 夾套式MVR 熱泵蒸發濃縮系統Fig.2 Jacketed MVR heat pump evaporation concentration system

整個實際系統實驗完全是以壓力傳感器所測得的壓力（絕對壓力）為基準，且實驗過程均以進料量（體積流量）為基準，同時以冷凝水流量（體積流量）為參考，盡量保持蒸發釜液位和冷凝水水箱液位基本不變。實驗過程中需要保持系統穩定運行時間為2 h 左右，以排除不必要的實驗干擾誤差。實驗過程中主要誤差來源于各儀表所測得的參數誤差，實時采集所需各實驗數據，以及數據處理過程中均以平均值代替穩定值。蒸發釜液位和冷凝水水箱液位的穩定狀態直接決定了進料體積流量和冷凝水體積流量，即共同決定了蒸發量的大小；蒸發釜液相溫度和蒸發釜夾套溫度直接影響溫差的計算；蒸發釜壓力和蒸發釜夾套壓力直接影響壓縮比的計算；系統總耗電量直接影響絕熱效率、COP 和SMER的計算；蒸發量直接影響壓縮機容積效率的計算；蒸發量和溫差共同影響傳熱系數的計算。此外，還有電加熱器對系統補熱所產生的誤差。

實驗系統所使用的壓縮機為10 m3單螺桿壓縮機，為保證壓縮機正常運行，需要對其進行噴水，以降低過熱蒸氣的過熱度，使之成為高溫下的飽和蒸氣，噴水量需保持在0.2 m3·h-1以上，使其壓縮后溫度低于130℃。

單臺夾套式蒸發釜換熱面積為4.5 m2，壓縮機電動機效率和機械效率均取值為0.9；實驗過程使用電加熱器進行預熱和補氣，用夾套溫度與蒸發溫度之差作為實際系統溫差，用夾套壓力與蒸發壓力之比作為實際系統壓縮比；壓縮機等熵壓縮理論功率由Aspen Plus 軟件進行等熵壓縮模擬得到，從而計算得到壓縮機絕熱效率。

為分析系統性能，現對系統作如下假設：視系統為穩態過程，不考慮測量參數的動態變化，均以平均值代替穩態值；忽略系統的物質泄漏，不計熱損失；系統中無不凝性氣體存在；蒸發釜入口為飽和液體進料；蒸發釜換熱均勻；出口氣液完全分離；壓縮機進出口氣體均為飽和蒸氣。本文主要對不同蒸發壓力（即蒸發溫度）和不同頻率下的單臺蒸發釜運行，以及對不同蒸發壓力（即蒸發溫度）下的兩臺蒸發釜同時運行進行了實驗研究分析。

2 實驗結果與討論

2.1 變頻率蒸發釜運行實驗

為適應不同工作負載的需求，對系統進行變頻率蒸發釜運行實驗，以進一步了解其工作性能。在蒸發壓力分別為70、80、90 kPa 時，對單臺蒸發釜分別進行壓縮機頻率為30、35、40、45、50 Hz 下的蒸發實驗。

（1）溫差、壓縮比隨頻率的變化

由圖3、圖4可知，在蒸發壓力一定的情況下，隨頻率的增加，轉速增加，單位時間內氣體獲得的能量增加（氣體動能和壓力能增加），壓縮后氣體壓力增加，壓縮比就會增加，與之相對應的溫度增加，溫差就越大。

（2）蒸發量隨頻率的變化

圖3 溫差隨頻率的變化Fig.3 Variation of temperature difference with frequency

圖4 壓縮比隨頻率的變化Fig.4 Variation of compression ratio with frequency

圖5 蒸發量隨頻率的變化Fig.5 Variation of evaporation capacity with frequency

由圖5可知，在蒸發壓力一定的情況下，頻率越大，轉速越大，單位時間內的吸氣量越大，排氣量也越大，用于系統換熱的熱量越多；同時傳熱速 率（單位時間內通過傳熱面的熱量）增加，蒸發量就會增加。但在40 Hz 以下，蒸發量隨頻率的增加呈線性增加，在40～45 Hz 之間，曲線開始發生突變；由于此時實際轉速受工作負載等多種因素的影響，開始呈非線性增加，最終導致蒸發量隨頻率的增加呈非線性增加。

（3）傳熱系數隨頻率的變化

由圖3～圖6可知，在蒸發壓力一定的情況下，傳熱系數與溫差、壓縮比、蒸發量均無關，只與傳熱流體的熱物理性質以及傳熱過程有關。隨頻率的增加，轉速增加，單位時間內氣體獲得的動能增加，氣體流速增加，傳熱過程加劇，傳熱系數增加。由圖6可知，頻率為30～40 Hz 時，傳熱系數基本不變，在40 Hz 以后，轉速開始呈非線性增加，流體流速劇增，加劇傳熱過程，導致傳熱系數呈非線性增加。

圖6 傳熱系數隨頻率的變化Fig.6 Variation of coefficient of heat transfer with frequency

（4）COP、SMER 隨頻率的變化

由圖7、圖8可知，在蒸發壓力一定的情況下，頻率為30～40 Hz 時，COP、SMER 隨壓縮機頻率的增加，轉速增加，蒸發量有所增加，但維持系統運行電功增加的幅度大于蒸發量，且系統散熱量增加，故會出現COP、SMER 的下降；在40 Hz 以后，蒸發量隨頻率的增加呈非線性增加，其增加的幅度 遠大于維持系統運行電功的增加量，故會出現COP、SMER 呈非線性增加。

圖7 COP 隨頻率的變化Fig.7 Variation of COPwith frequency

圖8 SMER 隨頻率的變化Fig.8 Variation of SMERwith frequency

圖9 絕熱效率隨頻率的變化Fig.9 Variation of adiabatic efficiency with frequency

（5）絕熱效率隨頻率的變化

由圖9可知，在蒸發壓力一定的情況下，頻率為30～40 Hz 時，壓縮機機械效率較低，且氣體流速較小，吸氣和排氣阻力較大，引起了多余的功率損失，從而造成偏離等熵壓縮的程度較大，故會出現絕熱效率基本不變的現象。但在40 Hz 以后，隨頻率的增加，轉速增加，壓縮機機械效率增加，同時單位時間內氣體獲得的動能增加，氣體流速增加，吸氣和排氣阻力減小，功率損失減小，實際功耗減小，從而造成偏離等熵壓縮的程度減小，故會出現絕熱效率突然劇增的現象。

（6）容積效率隨頻率的變化

由圖10可知，在蒸發壓力一定的情況下，在40 Hz 以下時，壓縮機頻率對容積效率的影響不大；由于此時氣體流速較小，吸氣阻力較大，產生的氣體流動損失較大，導致吸氣壓力降低，比體積增大，相應減少了壓縮機的吸氣量，從而造成吸氣壓力損失較大，同時由于基元容積中壓力升高的氣體向吸氣通道或正在吸氣的基元容積中產生的外泄漏相對較大，故會出現容積效率基本保持不變的現象。但在40 Hz 以后，由于轉速呈非線性增加，導致單位時間內氣體獲得的能量迅速增加（氣體動能和壓力能增加），此時氣體流速較大，吸氣流量增加的幅度遠遠大于泄漏量增加的幅度，故容積效率會開始發生劇增。

2.2 單臺蒸發釜運行實驗和兩臺蒸發釜同時運行實驗

（1）溫差隨蒸發壓力的變化

圖10 容積效率隨頻率的變化Fig.10 Variation of volumetric efficiency with frequency

圖11 溫差隨蒸發壓力的變化Fig.11 Variation of temperature difference with evaporating pressure

由圖11可知，單臺蒸發釜運行時，隨蒸發壓力的增加，蒸發溫度增加，吸氣壓力增加，比體積減小。對壓縮機而言，吸氣量為一定值，比體積減小時，單位時間內的吸氣量增加，排氣量也增加。在壓縮比一定時，排氣壓力增加，排氣溫度也增加，此時排氣量大于換熱量，系統熱量冗余增加，排氣 壓力進一步增加，排氣溫度也進一步增加，導致蒸發釜兩側溫差增加，故溫差會隨蒸發壓力的增大而增大。而兩臺蒸發釜同時運行時，排氣量小于換熱量，用于系統換熱的熱量不足，排氣壓力會有所下降，排氣溫度也會有所下降；但由于對系統進行了適當的補熱，排氣壓力基本保持不變，相對應的排氣溫度也基本保持不變，故此時溫差只會在17～19℃小范圍變動，基本保持不變。

（2）壓縮比隨蒸發壓力的變化

由圖12可知，單臺蒸發釜運行時，隨蒸發壓力的增加，系統熱量冗余增加，排氣壓力進一步增加，導致壓縮比增加，故壓縮比會隨蒸發壓力的增大而增大。而兩臺蒸發釜同時運行時，排氣量小于換熱量，用于系統換熱的熱量不足，排氣壓力會有所下降；由于對系統進行了適當的補熱，排氣壓力基本保持不變，故此時壓縮比只會在1.8～2.0 小范圍變動，基本保持不變。

圖12 壓縮比隨蒸發壓力的變化Fig.12 Variation of compression ratio with evaporating pressure

（3）蒸發量隨蒸發壓力的變化

由圖13可知，在壓縮機頻率一定的情況下，隨蒸發壓力的增加，吸氣壓力增加，比體積減小，單位時間內的吸氣量增加，排氣量也增加，用于系統換熱的熱量增加，蒸發量就會增加。單臺蒸發釜運行時，當換熱面積充分時，蒸發量增加幅度較大，但在85 kPa 以后，蒸發量增加幅度變緩，說明此時的換熱面積不足以滿足換熱充分的要求，即換熱面積限制了此時的換熱，系統熱量冗余增加。兩臺蒸發釜同時運行時，由于換熱面積增加為單臺蒸發釜時的2 倍，單位面積上的換熱量降低，此時的換熱量不足以維持系統正常穩定運行，故需對系統進行適當的補熱；在換熱量得不到充分滿足的情況下，不會出現蒸發量增加幅度變緩的現象。

圖13 蒸發量隨蒸發壓力的變化Fig.13 Variation of evaporation capacity with evaporating pressure

圖14 傳熱系數隨蒸發壓力的變化Fig.14 Variation of coefficient of heat transfer with evaporating pressure

（4）傳熱系數隨蒸發壓力的變化

由圖14可知，單臺蒸發釜運行時的傳熱系數總體上隨蒸發壓力的增大，先增大后略有減小，且在65～85 kPa之間存在最大值。隨蒸發壓力的增加，吸氣壓力增加，比體積減小，密度增加，傳熱系數增加；由于傳熱流體的熱物理性質影響有限，當傳熱系數達到最大值后，隨著系統熱量冗余的增加，排氣壓力進一步增加，排氣溫度也進一步增加，熱流體側飽和蒸汽發生相變減少，導致傳熱系數略有減小。

兩臺蒸發釜同時運行時的傳熱系數隨蒸發壓力的增大而增大，80 kPa 以后增加的幅度變緩。隨蒸發壓力的增加，吸氣壓力增加，比體積減小，密度增加，傳熱系數增加；由于此時的換熱量不足以維持系統正常穩定運行，故需對系統進行適當的補熱；在換熱量得不到充分滿足的情況下，且傳熱系數沒達到最大值之前，會一直增加。

（5）COP、SMER 隨蒸發壓力的變化

由圖15、圖16可知，單臺蒸發釜運行時的COP、SMER 均隨蒸發壓力的增大，出現先增大后減小的現象，且在65～85 kPa 之間都存在最大值。隨蒸發壓力的增加，蒸發量增加，其增加的幅度遠大于維持系統運行電功的增加量，COP、SMER 就會增加。由于換熱面積一定，當換熱量達到最大值后，不再增加，此時排氣量大于換熱量，有部分熱量得不到合理的利用，系統熱量冗余增加，排氣壓力進一步增加，吸氣壓力進一步增加，吸氣量進一步增加，壓縮機耗功進一步增加，而此時的換熱量和蒸發量不變，最終導致了COP、SMER 的下降。

圖15 COP 隨蒸發壓力的變化Fig.15 Variation of COPwith evaporating pressure

圖16 SMER 隨蒸發壓力的變化Fig.16 Variation of SMER with evaporating pressure

兩臺蒸發釜同時運行時的COP、SMER 隨蒸發壓力的增大而增大，80 kPa 以后增加的幅度變緩。隨蒸發壓力的增加，蒸發量增加，其增加的幅度遠 大于維持系統運行電功的增加量，COP、SMER 就會增加。由于換熱面積一定，在80 kPa 以后，系統換熱量逐漸接近最大值，此時COP、SMER 增加的幅度變緩。由于此時的換熱量不足以維持系統正常穩定運行，故需對系統進行適當的補熱；在換熱量得不到充分滿足的情況下，且COP、SMER 沒達到最大值之前，不會出現下降的現象。

（6）絕熱效率/容積效率隨蒸發壓力的變化

由圖17可知，單臺蒸發釜運行時的蒸發壓力在65 kPa 以前，絕熱效率、容積效率增加的幅度較大，65 kPa 以后增加幅度變緩，甚至后期還略有減小，但仍然符合實際的壓縮過程。隨蒸發壓力的增加，蒸發量增加的幅度遠大于維持系統運行電功的增加量，此時偏離等熵壓縮的程度較小，絕熱效率逐漸增加；當蒸發量增加的幅度逐漸接近維持系統運行電功的增加量時，絕熱效率增加的幅度變緩；達到最大值后，隨著蒸發壓力的繼續增加，散熱損失的能量進一步增加；同時隨著系統熱量冗余的增加，導致壓縮機耗功進一步增加，在壓縮機等熵壓縮理論功一定的情況下，就會導致絕熱效率的下降。隨蒸發壓力的增加，單位時間內的吸氣量增加，容積效率增加；當吸氣量逐漸接近理論值時，容積效率增加的幅度變緩；達到最大值后，由于系統熱量冗余的增加，導致吸氣壓力進一步增加，泄漏量隨之大幅度地增加，最終由外泄漏損失造成了容積效率的下降。

圖17 絕熱效率/容積效率隨蒸發壓力的變化Fig.17 Variation of adiabatic efficiency/volumetric efficiency with evaporating pressure

兩臺蒸發釜同時運行時的絕熱效率、容積效率都只在小范圍內變動。隨蒸發壓力的增加，補熱后 蒸發量增加的幅度與維持系統運行電功的增加量大致相當，故會出現絕熱效率小范圍變動的現象；補熱后吸氣流量增加的幅度與泄漏量增加的幅度大致相當，故會出現容積效率小范圍變動的現象。

3 結 論

為盡可能接近實際系統的效果，盡快將其應用于工業生產，設計、制造、裝配了該套小型系統。通過對夾套式MVR 熱泵蒸發濃縮系統的實際運行過程進行的測試和性能分析，可以得到如下主要 結論。

（1）溫差、壓縮比、蒸發量、傳熱系數、COP、SMER、絕熱效率、容積效率等各項指標均受蒸發壓力（即蒸發溫度）、壓縮機頻率和換熱面積的影響。

（2）壓縮機在頻率50 Hz 下運轉時的系統性能大大優于30、35、40、45 Hz 運轉，且還不需要補熱，故該系統應盡量在50 Hz 下運轉，比較經濟有效；同時應盡量維持在高頻率下運轉以適應不同工作負載的需求。

（3）單臺蒸發釜在蒸發壓力為65～85 kPa 之間運行較為合適，整個過程均不需要補熱，完全符合工業蒸發濃縮的應用，能夠達到較好的節能效果。

（4）兩臺蒸發釜完全可以同時應用于工業蒸發濃縮過程，但需要少量的補熱，節能效果十分 顯著。

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